機械設計課程設計帶式輸送機減速器的傳動裝置

1、目錄一、傳動方案擬定.2二、電動機的選擇.3三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.4四、運動參數及動力參數計算.5五、傳動零件的設計計算.6六、軸的設計計算.7七、滾動軸承的選擇及壽命計算.8八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.9九、聯(lián)軸器的選擇.10十、潤滑方式及潤滑油的選擇.11十一、設計小結. 12十二、參考資料.13 機械設計課程任務書 設計題目：帶式輸送機減速器的傳動裝置選擇a20工作條件：工作條件：使用年限8年工作班制：二班制 載荷性質：變動小運輸帶速度允許誤差為5%。原始數據：滾筒圓周力f=3000n帶速v=2.4m/s；滾筒直徑d=400mm。設計工作量：1. 減速器裝配圖1張（a1）

2、2. 零件圖2張（a3）輸出軸及其上的齒輪3. 設計說明書1份一、傳動方案擬定1、擬定傳動方案的任務2、選擇傳動機類型3、多級傳動的合理布局4、分析比較，擇優(yōu)選定二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.960.9820.960.990.96=0.841(2)電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=30002.4/（10000.841）=8.561kw查機械零件設計手冊得ped =11kw 3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=601000v/d=6010002.4/400=114.650r

3、/min按課程設計p4表2-1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為ia=624。故電動機轉速的可選范圍為nd=ian筒n筒=（624）114.650=687.92751.6r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如課程設計指導書p196頁。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選n=1000r/min。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機

4、型號為y160l-6。其主要性能：額定功率：11kw，滿載轉速970r/min，額定轉矩2.0。質量147kg。三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/114.650=8.4612、分配各級偉動比（1） 據課程設計指導書p4表2-1，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=36合理）（2） i總=i齒輪i帶i帶=i總/i齒輪=8.461/3=2.820四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）ni=n電機=970r/minnii=ni/i帶=970/2.820=343.972(r/min)niii=nii/i齒輪=343.972/3=114.657(r

5、/min)2、 計算各軸的功率（kw）pi=p工作=8.561kwpii=pi帶=8.5610.96=8.219kwpiii=pii軸承齒輪=8.2190.980.96=7.732kw3、 計算各軸扭矩（nmm）ti=9.55106pi/ni=9.551068.561/970=84286nmmtii=9.55106pii/nii=9.551068.219/343.972=228191.4nmmtiii=9.55106piii/niii=9.551067.732/114.657=644013.0nmm五、傳動零件的設計計算皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通v帶截型由課本p156表8-7得：ka

6、=1.2pca=kap=1.211=13.2kw由課本p157圖8-11得：選用b型v帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖8-11得，推薦的小帶輪基準直徑為160220mm則取dd1=180mmdmin=160dd2=n1/n2dd1=970/343.972180=507.599mm由課本p157表8-8，取dd2=500mm實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=970180/500=349.2r/min轉速誤差為：n2-n2/n2=1-349.2/343.972=-0.0151200（適用）（5）確定帶的根數根據課本p152表（8-4a）p1=3.22kw根據課本p153表（8-

7、4b）p1=0.30kw根據課本p155表（8-5）k=0.91根據課本p146表（8-2）kl=1.00由課本p158式（8-26）得z=pca/pr=pca/(p1+p1)kkl=13.2/(3.22+0.30) 0.911.00=3.413=4(6)計算軸上壓力由課本p149表8-3查得q=0.18kg/m，由式（8-27）單根v帶的初拉力：f0=500pca/zv（2.5/k-1）+qv2=50013.2/49.137(2.5/0.91-1)+0.189.1372n=330.533n則作用在軸承的壓力fq，由課本p159式（8-28）fq=2zf0sin1/2=24330.533sin

8、147.5/2=2422.643n2、齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮帶式輸送機減速器。根據課本p210表10-8選7級精度。齒面精糙度ra1.63.2m。由表10-1小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為280hbs。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度240hbs；取小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=324=72 (2)按齒面接觸疲勞強度設計1）由設計計算公式(10-9a)進行試算，即d176.62(kt1(u+1)/duh2)1/32）由課本p205表10-7取d=13）轉矩t1t1=9.55106p1/n1=9.551068.219/343.972=228191.4nmm

9、 4） 試選載荷系數kt=1.35）許用接觸應力hh= hlimkhn/sh由課本圖10-21d查得：hlimk1=600mpa hlimk2=550mpa由課本式1013計算應力循環(huán)次數nlnl1=60n1jlh=60343.9721(163658)=0.96109nl2=nl1/i=0.96109/3=3.2108由課本圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：khn1=0.920 khn2=0.95通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數sh=1.0h1=hlim1khn1/sh=6000.90/1.0mpa=540mpah2=hlim2khn2/sh=5500.95/1.0mpa

10、=522.5mpa6）計算得：d1t76.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.621.3228191.4(3+1)/13522.521/3mm=84.7mm7）計算齒輪的圓周速度vv=d1n1/601000=3.1484.7343.972/601000 =1.525m/s8）計算齒寬：b=dd1t=184.7=84.7mm9) 計算齒寬與齒高之比b/h模數 m=d1/z1=84.7/24=3.529mm齒高 h=2.25m=2.253.529=7.94mm b/h=84.7/7.94=10.66810)計算載荷系數k 根據v=1.525m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數k

11、v=1.08；直齒輪，kha=kfa=1；由表10-2查得使用系數ka=1；由表10-4查得7級精度，小齒輪對稱布置，kh=1.323；由b/h=10668, kh=1.323 查圖10-13得kf=1.28；故載荷系數：k=kvka kha kh=111.081.323=1.42911)按實際的載荷系數校正所算得分度圓直徑，由式10-10a得 d1=d1t（k/kt）1/3=87.414mm(3)按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-5得彎曲疲勞強度設計公式 m(2kt1 ysayfa/（dfz2）)1/34）許用接觸應力ff= fliimkfn/sh由課本圖10-20c查得：flimk1=500

12、mpa flimk2=380mpa由課本圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：kfn1=0.85 kfn2=0.88取彎曲疲勞安全系數s=1.4，由公式10-12得f1=flim1kfn1/s=5000.85/1.4mpa=303.57mpaf2=flim2kfn2/s=3800.88/1.4mpa=238.86mpa5）計算載荷系數kk=kvka kfa kf=111.081.28=1.3836)齒形系數yfa和應力修正系數ysa根據齒數z1=24,z2=72由表10-5得yfa1=2.65 ysa1=1.58yfa2=2.238 ysa2=1.7527）計算大、小齒輪的ysayfa/f并加以

13、比較 ysa1yfa1/f1=2.651.58/303.57=0.01379 ysa2yfa2/f2=2.2381.752/238.86=0.01642設計計算 m （21.383228191.40.01642/2421/3mm=2.62mm（4）確定齒輪模數m a=d1/2(1+u)=87.414/2(1+3)=174.828 m=(0.007-0.02)a 取m=3（5）確定齒輪齒數zz1= d1/m=87.414/3=29.138 取z1=30z2=uz1=330=90實際齒數比u=z2/z1=3齒數比相對誤差u=（u- u）/u=00.07d,故取h=6mm,則軸環(huán)處的直徑d4=77m

14、m，軸環(huán)寬度b1.4h，取l4=12mm。4）：取l1=50mm。取齒輪距箱體內壁之距離a=26mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度b=22mm，則l2=a+b+s+（90-85）=26+22+8+5=61mml5= l2-b- l4-（90-85）=61-22-12-5=22mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為245。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=180mm1）繪制軸受力簡圖（如圖a）2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）3）繪制水平面彎矩圖（如圖c） (3)按彎扭復

15、合強度計算求分度圓直徑：已知d2=270mm求轉矩：已知t3=644013.0 nmm求圓周力ft：根據課本p231（10-14）式得ft=2t3/d2=2644013.0 /270=4770.467n求徑向力fr根據課本p231（10-14）式得，取=20fr=fttan=4770.4670.36397=1736.307n兩軸承對稱la=lb=90mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfay=fby=fr/2=1736.307/2=868.154nfaz=fbz=ft/2=4770.467/2=2385.234n(2)由兩邊對稱，截面c的彎矩也對稱截面c在垂直面彎矩為mc1=fay

16、l/2=868.15490=78.134nm(3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=2385.23490=214.671nm(4)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2=（78.1342+214.6712）1/2=228.448nm(5)計算當量彎矩：轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=228.4482+(0.6644.013)21/2=448887nmm(7)校核危險截面c的強度由式（15-5）ca=mec/（0.1d3）=448887/(0.1653)=16.4mpa-1b由表15-1查得-1b=60mpa

17、，因此ca0.07d,故取h=6mm,則軸環(huán)處的直徑d4=62mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取l4=12mm。4）：取l1=52mm。取齒輪距箱體內壁之距離a=23.5mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度b=19mm，則l2=57mml5= 21mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為245。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=180mm(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=90mm求轉矩：已知t2=228191.4nmm 求圓周力：ft根據課本p231（10-14

18、）式得ft=2t2/d1=228191.42 /90=5070.92n求徑向力frfr=fttan=5070.92tan200=1647.642n因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=90mm軸承支反力：fay=fby=fr/2=823.821nfaz=fbz=ft/2=2535.46n由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱。截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=823.8290=72.908nm(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面c在水平面上彎矩為：mc2=fazl/2=2535.4690=224.388nm(4)繪制合彎矩圖（如圖d）mc=(mc12+mc22)1/2=(72.9082+22

19、4.3882)1/2=235.935nm(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：t=9.55（p2/n2）106=228.191nm(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=235.9352+(0.6228.191)21/2=272.784nm(7)校核危險截面c的強度由式（15-5）ca=mec/0.1d33=272.784/0.1503=21.8mpa -1b由表15-1查得-1b=60mpa，因此cae x2=0.41y1=0 y2=0.87(4)計算當量載荷p1、p2根據課本p321表（13-6）取f

20、p=1.5根據課本p324（11-8a）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5(1823.821+0)=1235.732np2=fp(x2fr2+y2fa2)=1.5(1823.821+0)=1235.732n(5)軸承壽命計算p1=p2 故取p=1235.732n角接觸球軸承=3根據手冊得7209ac型的cr=29800n由課本p320（13-5a）式得lh=106/60n(ftcr/p)=16667/343.972(129800/1235.732)3=679574h46720h預期壽命足夠2、計算輸出軸承(1)已知n=114.657(r/min)兩軸承徑向反力：fr1=fr2=8

21、68.154n 初先兩軸承為角接觸球軸承7212ac型根據課本p322（13-7）得軸承內部軸向力fd=0.68fr 則fd1=fd2=0.68fr1=590.345n(2) 按式（13-11）得 fd1+fae=fa2 fae =0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端fa1=fd1=590.345n fa2=fd2=590.345n(3)求系數x、yfa1/fr1=590.345n /560.198n=0.68fa2/fr2=590.345n /560.198n=0.68根據課本p321（13-5）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa1/fr1e x2=0.41y1=0 y2=0

22、.87(4)計算當量載荷p1、p2根據課本p321表（13-6）取f p=1.5根據課本p324（11-8a）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5(1868.154+0)=1302.231np2=fp(x2fr2+y2fa2)=1.5(1868.154+0)=1302.231n(5)軸承壽命計算p1=p2 故取p=1302.231n角接觸球軸承=3根據手冊得7212ac型的cr=44800n由課本p320（13-5a）式得lh=106/60n(ftcr/p)=16667/114.657(144800/1302.231)3=5918879h46720h預期壽命足夠此軸承合格八、鍵聯(lián)接

23、的選擇及校核計算1.主動軸外伸端d0=36mm,l0=52mm查手冊得，選用c型平鍵，得：鍵 108 gb1096-79 l=50mml=l1-b=50-10=40mmt2=228191.4nmm h=8mm k=0.5h根據課本p106（6-1）式得p=2t/kdl =2228191.4/43640=79.233mpap(110mpa)2.從動軸外伸端d0=50mm,l0=82mm查手冊得，選用c型平鍵，得：鍵 1610 gb1096-79 l=80mml=l1-b=80-16=64mmt2=228191.4nmm h=10mm k=0.5h根據課本p106（6-1）式得p=2t/kdl=2

24、644013.0/55064=80.502mpap(110mpa)3、主動軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=50mm l3=90mm t=644013.0nmm查手冊得 選a型平鍵鍵1610 gb1096-79 l=80mml=l3-b=80-16=64mm h=10mmp=2t/kdl =2228191.4/55064=28.524mpap(110mpa)4、從動軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d2=65mm l2=85mm t=644013.0nmm查手冊得 選用a型平鍵鍵2012 gb1096-79 l=70mml=l2-b=70-20=50mm h=12mm根據課本p106（6-1）式得p

25、=2t/kdl=2644013.0/66550=66.053mpap(110mpa)九、聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn),速度不高,無特殊要求,考慮裝拆方便及經濟問題,選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.聯(lián)軸器的計算轉矩tca=kat3，查表14-1，考慮到轉距變化很小，故取ka=1.3，則：tca=kat3=1.3644013.0 =837216.9 nmm按照計算轉矩tca應小于聯(lián)軸器工程轉矩的條件，查標準gb/t4323-84或手冊，選用tl9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱直徑尺寸轉矩1000000n.mm,采用y型軸孔，半聯(lián)軸器軸孔直徑d=50 63mm，故選d0=50mm，半聯(lián)軸器長度l=112mm，半聯(lián)

26、軸器于軸配合的轂孔長度l1=84mm。十、潤滑方式及潤滑油的選擇(1) 齒輪v=1.620m/s遠小于12m/s，應用噴油潤滑，但考慮成本及需要選用浸油潤滑。(2) 軸承采用潤滑油潤滑。(3) 齒輪潤滑選用150號機械油（gb443-1989），最低最高油面距（大齒輪）1020mm，需油量為1.5l左右。(4) 軸承潤滑選用zl3型潤滑油（gb73241987）。用油量為軸承間隙的1/31/2為宜。（5） 箱座與箱蓋凸緣結合面的密封選用在結合面涂密封漆或水玻璃的方法（6） 觀察孔和油孔等處結合面的密封 在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封（7） 軸承孔的密封 悶蓋和透氣蓋用作密封

27、與之對應的軸承外部 軸的外伸端與透氣蓋的間隙，由于v3 m/s，故選用半粗羊毛氈加以密封十一、設計小結 機械設計師機械類專業(yè)的一門主要的技術基礎課程，而機械設計課程設計是機械設計理論課之后一個重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。從理論學專項工程設計，要求大大提高。 通過兩周的課程設計，對理論知識進一步加深了了解和認識，回顧了以前學習的諸如機械設計制圖、互換性與技術測量等課程的內容，再次熟悉了相關機械標準的查閱與使用方法。 課程設計要求的設計著有嚴謹的思路，一步一步的走下去，切記粗枝大葉。兩周的課程設計設計實踐較為緊張，設計之中有許多的錯誤與不足之處，需要改進，裝配圖得回職業(yè)較為粗糙。十三、參考資料1 濮良貴

28、，紀名剛主編.機械設計.8版，北京：高等教育出版社，2008.2 王昆、何小柏、汪信遠主編.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，2007.3 孫桓、陳作模、葛文杰主編.機械原理.7版，北京：高等教育出版社，2007.4 馮開平、左宗義主編.畫法幾何與機械制圖.廣東：華南理工大學出版社， 2006.f=3000nv=2.4m/sd=400mmn滾筒=114.650r/min總=0.841p工作=8.561kw電動機型號y160l-6i總=8.461據手冊得i齒輪=3i帶=2.820ni =970r/minnii=343.972r/minniii=114.657r/minpi=8.561kwpii=8.219kwpiii=7.732kwti=84286nmmtii=228191.4nmmtiii=644013.0nmmdd2=507.599mm取標準值dd2